Расчет геометрических параметров цепной передачи

ВЫПОЛНЕНИЕ РАСЧЕТОВ

ПО ДЕТАЛЯМ МАШИН

И ИХ ОФОРМЛЕНИЕ

 

(Практические занятия, курсовое проектирование

 

 

ЧАСТЬ 3

Расчет ременной передачи. Подбор муфты.

Расчет цепной передачи.

 

(В комментариях Ваганова А. Б.)

 

2009 г

 

ЗАНЯТИЕ-5-6

 

Расчет ременной передачи

 

По заданию передача с клиновым ремнем нормального сечения.

Расчет произведен в соответствии с методикой, изложенной в [5], и примером [6, c.7, п.3.1 и 3.2].

 

Передаваемая мощность

 

Передаваемая мощность определим по формуле, кВт, [5, c.7]

 

P = P _nom C _p, (1.18)

 

где P _nom = P _дв¢= кВт – номинальная мощность привода;

C _p – коэффициент динамичности нагрузки [5, c.25]: режим работы тяжелый, k _С = – работа односменная: C _p =;

 

P = = кВт.

 

Рекомендуемые сечения нормальных клиновых ремней

 

Рекомендуемые сечения нормальных клиновых ремней при P = кВт и n ₁ = мин^-1 [5, c.24] – А и В (Б).

 

Таблица 1.13. Размеры клиновых ремней [5, c.22], (рисунок 1.7)

Наименование параметров	Сечение ремня
А	В (Б)
1 Расчетная ширина ремня W P, мм
2 Ширина большого основания W, мм
3 Высота ремня Т, мм
4 Расстояние от нейтрального слоя y 0, мм	2,8	4,0
5 Площадь сечения А, мм2
6 Масса 1 м ремня m п, кг	0,1	0,18
7 Минимальный диаметр шкива d 1min, мм
8 Класс кордшнуровых ремней	II	II

 

 

 

Рисунок 1.7. Сечение ремня

Рисунок 1.8. Компоновка ременной передачи

Обозначено: 1 двигатель; 2 ременная передача; 3 редуктор; 4 муфта; 5 приводной барабан; 6 рама

 

 

Межцентровое расстояние

 

Межцентровое расстояние по ГОСТ 1284.3–96 [5, c.9]

 

0,7 (d ₁ + d ₂ ) < а < 2 (d ₁ + d ₂ )

 

может быть представлено как

 

0,7 d ₁(1 + i) < а < 2 d ₁(1 + i), (1.19)

 

где i = 1,56 (в таблице 1.3 – это u _Р¢) – передаточное отношение ременной передачи.

В соответствии с принятой схемы компоновки определяем

а ¢ = мм.

Из соотношения (1.19) при i = 1,56 и а ¢ = мм следует

< d ₁ < мм.

С другой стороны, d _1min = 90 и 125 мм, а также d ₁ должен вписываться в габарит двигателя, т.е. d ₁£ d ₃₀ (d ₃₀ = 246 мм). Это условие (< мм) выполняется. Кроме того, чем больше диаметры шкивов, тем выше долговечность ремней.

Исходя из сказанного, для сравнительного расчета принимаем шкивы с диаметрами по трем вариантам:

 

Вариант
d 1, мм
d 2¢= i d 1_, мм	218,4	249,6	280,8
d 2 по ГОСТ, мм

 

 

Округляя, принимаем а ¢ = 420 мм.

 

 

Общие расчетные данные для ремней

 

Общие расчетные данные для обоих сечений ремней представлены в таблице 1.14.

Таблица 1.14. Общие параметры для сечений ремней А и В (Б)

П а р а м е т р ы	Результаты при d 1 , мм	Приме-чание
наименование	источник
1 Фактическое i	d 2 / [ d 1(1 - x)]	1,62	1,58	1,57	x = 0,01
2 Скорость ремня v 1, м/c	p d 1 n 1 / (6×104)	10,48	11,98	13,48
3 Угол обхвата a1, град	180 – 57(d 2 – d 1) / a _	168,6	167,8	166,4	> 110 0
4 Длина ремня: w q L P¢, мм L P, мм	p (d 1 + d 2)
(d 2 – d 1)2 / 4
2 а + w + q / а..				а = 420 мм
округление по ГОСТ
5 Частота пробегов m, с-1	103 v 1 / L P	5,24	5,65	6,02	< 20
6 Межцентровое рассто- яние a nom, мм	0,25 [ L P - w + Ö (L P - w)2 - 8 q ]				£ а ¢= 426
7 Регулирование а, мм: увеличение D1, мм; уменьшение D2, мм: сечение А сечение В (Б) ход D, мм сечение А сечение В (Б)
³ S 1 L P				S 1 = 0,025
³ S 2 L P + 2 W P				S 2 = 0,009
³ D1 + D2

 

 

Анализ результатов

 

Окончательно выбираем ременную передачу, имеющую наименьшие габариты и массу:

РЕМЕНЬ А – 2000 II ГОСТ 1284.1-89, К = 3, d ₁ = 140 мм, d ₂ = 224 мм,

i =, a _nom = мм. D = мм (D₁ = +50 мм, D₂ = – 40 мм), L_h = час.

 

1.5.6 Конструкция и размеры шкива

 

На рисунке 1.9 представлены конструкция [5, c.29] и размеры {5, c.18] ведомого шкива.

Рисунок 1.9 Конструкция и размеры шкива   мм.. с = 10 мм; D 0 = dd – 2 (h + d) = – 2 (+) =

По таблице П9 ]5, c.29] для сечения ремня А: wd = мм; b min = мм – при-нимаем b = мм; h min = мм – принимаем h = мм; e = мм; f min = мм; r = мм при dd = d 2 = мм a = 38 ± 0,5 0 Тогда М = (n – 1)e + 2 f = (– 1) + + = мм; de = dd + 2 b = + 2× = мм. Производство мелкосерийное: при de = мм < 250 мм шкив точеный из стального проката: d¢ = (0,88...1,0) h = мм, принимаем d = мм; с ¢ = (1,2...1,3)d = мм –

 

Расчетный диаметр входного вала редуктора КЦ d = 32 мм (см. п.1.4). Коническая шестерня консольная; под подшипниками принимаем d _П = мм, резьбу регулировочной круглой гайки на валу [7, c.429] М и тогда диаметр вала под шкивом d _В = мм [7, c.431]. Размеры ступицы шкива:

d _СТ¢ = 1,55 d _В = 1,55× =, принимаем d _СТ = мм;

l _СТ¢ = (1,2...1,5) d _В = мм, принимаем l _СТ = мм.

В пределах размера диска (D ₀ – d _СТ) / 2 = (–) / 2 = мм возможно разместить 4 отверстия d ₀ = мм.

 

Подбор муфты

 

Для соединения выходного конца тихоходного вала редуктора с валом барабана принимаем зубчатую муфту по ГОСТ Р 50895-96.

Рабочий момент, передаваемый муфтой

 

Т _раб = К ₁ К ₂ К ₃ Т _Т £ [ T _М],

 

где К ₁ – коэффициент, учитывающий степень ответственности привода: поломка вызывает останов машины – К ₁ = 1;

К ₂ – коэффициент условий работы: работа неравномерно нагруженных механизмов – К ₂ = 1,2;

К ₃ – коэффициент углового смещения валов: перекос до 0,5⁰ – К ₃ = 1,25;

Т _Т – момент на тихоходном валу редуктора; Н×м;

[ Т _М] – допускаемый момент по паспорту муфты; Н×м;

Т _раб = = Н×м.

По ГОСТ на муфты при диаметре вала d = мм имеем [ Т _М] = Н×м;

габаритные размеры муфты D x L = х мм; модуль m = мм; число зубьев z =; [ n ] = 80 мин^-1 > n _Т = мин^-1; масса кг.

 

Обозначение муфты (тип 1, исполнение 1):

 

МУФТА 1 – 1600 – 55 – 1 У3 ГОСТ Р 50895-96.

 

1.7. Расчет цепной передачи

Исходные данные

 

Для расчета необходимо иметь:

а) кинематическую схему передачи;

б) ограничения, накладываемые условиями компоновки привода;

в) частоту вращения n ₁ ведущей звездочки и передаточное число u;

г) вращающий момент Т ₁;

д) условия эксплуатации;

Кинематическая схема и габариты цепной передачи определя­ются внешними диаметрами D _езвездочек, межосевым рас­стоянием a и распо­ложением передачи в пространстве (углом y наклона линии центров звездочек к горизонту).

Размеры рабочего органа машины, состав и компоновка привода могут

накладывать ограничения на величины указанных параметров.

Исходные величины n ₁, u, T ₁ определяются в кинематическом расчете привода.

Условия эксплуатации при расчете цепных передач учитываются

коэффициентом эксплуатации K _Э [1, с.256]:

 

К _Э = К _д × К_а × К _н × К _рег × К _см × К _реж × К _т =, (1.21)

 

где К _д – коэффициент динамичности нагрузки: плавная работа, равномерная нагрузка (например, ленточные, цепные транспор­теры) К _д = 1; при нагрузке с толчками, ударами (конвейеры с колебаниями на­грузки, металлорежущие станки, строительные машины, судовые двига­тели и т.д.) К _д= 1,2…1,5; при нагрузке с сильными ударами (прессы, дро­билки, прокатные станы и т.д.) К _д = 1,5…1,8;

К_а - коэффициент длины цепи (межосевого расстояния а):

при а = (30…50)Р, где Р – шаг цепи, К_а = 1;

при а < 25 Р К_а = 1,25;

при а = (60…80) Р К_а = 0,9;

К _н – коэффициент угла y наклона передачи к горизонту:

 

при y<45° К _н = 1;

 

при y³45° К _н = 0,15 ;

 

К _рег– коэффициент регулирования (для нормального натяжения цепи):

при регулировании положения оси одной из звездочек К _рег= 1;

при регулировании оттяжными или нажимными звездочками (роликами)

К _рег = 1,1; для передач с нерегулируемыми осями звездочек К _рег = 1,25;

К _см – коэффициент способа смазывания:

при непрерывной смазке в масляной ванне или от насоса К _см = 0,8;

при регулярных капельной или внутришарнирной смазках К _см = 1;

при периодическом смазывании К _см = 1,5;

К _реж – коэффициент режима работы: К _реж = , где S – число смен работы в сутки;

К _т – температурный коэффициент:

при -25°< T < 150° C К _т = 1.

 

Если по расчету получается К _Э > 2…3, то следует принять меры по улучшению работы передачи.

 

Выбор основных параметров

Если по габаритам передачи ограничения отсутствуют, то предвари­тельно

;

 

(1.22)

 

Далее определяют расчетный шаг цепи P¢, округляют его по стандарту, уточняют z ₁, z ₂ и фактическое u (см. пример 1, стр. 11).

В проектировочном расчете шаг Р цепи определяют по основному критерию работоспособности – износостойкости шарниров [1, с. 257], [2, с. 284]:

 

, (1.23)

 

где [ р ]_о – допускаемое давление в шарнирах (МПа) для средних условий эксплуатации (табл. 1);

m _р – коэффициент рядности цепи:

число рядов… 1 2 3 4

m _р… 1 1,7 2,5 3

 

Допускаемое давление в шарнирах ПВ и ПР цепей [1, с. 257], [5, с. 260]

 

Шаг Р, мм	[ р ]о, МПа, при n 1, мин-1
12,7…15,875		31,5	28,5			22,5		18,5	16,5
19,05…25,4				23,5			17,5		---	---	---
31,7…38,1					18,5	16,5		---	---	---	---
44,45…50,8				17,5		---	---	---	---	---	---

 

Шаг цепивыбирают в зависимости от n _1max [4, с. 105]:

 

n max, мин-1	…
Р, мм	…	12,7	15,875	19,05	25,4	31,75

 

Расчетное значение Р¢ округляется в ближайшую большую сторону до стандартного Р.

 

После округления Р производят пересчет z ₁ c уточнением [ р ]_о по формуле:

 

=; (1.24)

z ₂ = z ₁ u.

 

Минимальное число зубьев [5, с.255]

 

z _min» 9 + 0,2 P = (1.25)

 

Если по условиям компоновки привода имеются ограничения по D _е или а, то по величине момента Т ₁ и частоте вращения n₁ для цепей типа ПРА и ПР по ГОСТ 13568-75 определяют D _{e1 min} [4, с.82]:

 

D_{e1 min} , (1.26)

 

где N =T ₁ n ₁/9550 (кВт) – передаваемая мощность.

 

Наибольший допускаемый диаметр D _{e1 max} в зависимости от а и u [4, с.82]

(1.27)

Если позволяют условия, то для увеличения долговечности передачи принимают

D _e1 1,15 D _e1min (1.28)

 

Диаметр

D _e2 = D _e1 u. (1.29)

 

Если задано а, то по условию оптимальности предварительно принимают шаг цепи в пределах

 

Р ¢ = а /(30…50) (1.30)

 

с округлением его по ГОСТ 13568-75 и определяют числа зубьев звездочек:

 

z ₂ =z ₁ u. (1.31)

 

Рекомендуется выбирать нечетное z (особенно z ₁), что в сочетании с четным числом звеньев W цепи способствует более равномерному износу.

 

 

Расчет геометрических параметров цепной передачи

 

После уточнения чисел зубьев z ₁ и z ₂ выбора шага Р определяют оконча­тельные значения диаметров звездочек [1, с. 263]:

делительных

 

d _д = Р /sin(180°/ z) (1.32)

 

вершин зубьев

 

D _е= Р [0,5 + ctg(180°/ z)]

( 1.33)

 

для зубчатых цепей [1,с. 264]

 

D _е= Р ctg(180°/ z)

(1.34)

 

Диаметры d _д [2, с. 286] определяют с точностью до 0,01 мм, D _е – с точностью 0,1 мм.

 

Межосевое расстояние [4, с. 82]:

минимальное

(1.35)

максимальное а _max= 80 P (1.36)

 

оптимальное а = (30…50) Р (1.37)

 

Потребное число звеньев цепи [1, с. 255]

 

W ¢ = 2 a _p + 0,5 z _S + D ² / a _p, (1.38)

 

где a _p = a/P - межосевое расстояние, выраженное в шагах

 

z _S = z ₁+ z ₂ = – суммарное число зубьев;

 

D²= [(z ₂ - z ₁)/2p]²

 

Число звеньев W¢ округляется доближайшего целого ( предпоч­тительночетного) числа.

Длина цепи в метрах L = 10^-3 WP (1.39)

 

 

Окончательное межосевое расстояние [1, с. 255]:

 

(1.40)

 

 

Для нормальной работы цепь должна иметь некоторое провисание, поэтому величину а уменьшают [1, с.255] на D а = (0,002…0,004) а.